🗊Презентация Фрикционные передачи

4. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 4.3 Фрикционные передачи 4.4 Ременные передачи Учебная литература: Прикладная механика. Иосилевич Г.Б., Лебедев П.А., Стеблов В.С.- М.: Машиностроение, 1985. – 576 с.(288-313) Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 33-56. Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 64-87.

4.3 Фрикционные передачи 4.3.1 Общие сведения Фрикционная передача — механическая передача, служащая для передачи вращательного движения (или для преобразования вращательного движения в поступательное) между валами с помощью сил трения, возникающих между катками, цилиндрами или конусами, насаженными на валы и прижимаемыми один к другому. Фрикционные передачи состоят из двух катков (рис.4.1): веду- щего 1 и ведомого 2, которые прижимаются один к другому силой Fr (на рисунке — пружиной), так что сила трения Ff в месте контакта катков достаточна для передава- емой окружной силы Ft.

На практике применяют два способа прижатия катков: постоянной силой и автоматическое. Постоянная по значению прижимная сила катков допустима при передаче постоянной нагрузки. При переменной нагрузке прижатие катков должно изменяться автоматически — пропорционально изменению передаваемого вращающего момента. В этом случае снижаются потери на трение, повышается долговечность передачи. Один каток к другому может быть прижат: - предварительно затянутыми пружинами (в передачах, предназначенных для работы при небольших нагрузках); - гидроцилиндрами (при передаче больших нагрузок); - собственной массой машины или узла; - через систему рычагов с помощью перечисленных выше средств; - центробежной силой (в случае сложного движения катков в планетарных системах).

Условие работоспособности передачи: Ff≥Ft (1) Нарушение условия (1) приводит к буксованию и быстрому износу катков. Для того чтобы передать заданное окружное усилие Ft., фрикционные катки надо прижать друг к другу усилием Fr так, чтобы возникающая при этом сила трения Ff была бы больше силы Ft. на величину коэффициента запаса сцепления β, который принимают равным β= 1,25...2,0. Значения коэффициента трения между катками в среднем: - сталь или чугун по коже или ферродо насухо f = 0,3; - то же в масле f = 0,1; - сталь или чугун по стали или чугуну насухо f = 0,15; - то же в масле f = 0,07. Подставив эти значения в уравнение, можно убедиться в том, что усилие прижатия фрикционных катков во много раз превышает передаваемое окружное усилие.

4.3.2 Классификация

Фрикционные передачи классифицируют по следующим признакам: 1. По назначению: - с нерегулируемым передаточным числом (рис.4.10-4.12); - с бесступенчатым (плавным) регулированием передаточного числа (вариаторы) Рис 4.13-4.15. 2. По взаимному расположению осей валов: - цилиндрические или конусные с параллельными осями (рис.4.10,4.11); - конические с пересекающимися осями (рис.4.12). 3. В зависимости от условий работы: - открытые (работают всухую); - закрытые (работают в масляной ванне).

Рис.4.10 - Цилиндрическая фрикционная передача: 1 — ведущий каток; 2 — ведомый каток

Рис.4.11 - Цилиндрическая фрикционная передача с катками клинчатой формы Рис.4.12 - Коническая фрикционная передача

Рис.4. 13. Конусный вариатор: 1 — ведущий каток: 2 — ведомый каток: 3 — промежуточный диск: 4 — ось диска; 5 — пружина

Рис.4.14. Торовый вариатор:   1 — ведущая торовая чашка; 2 — ведомая торовая чашка; 3 — диск; 4 — оси дисков; 5 — шарниры осей

Рис.4.15. Лобовой вариатор:   1 — ведущий каток; 2 — ведомый каток

В открытых фрикционных передачах коэффициент трения f выше, прижимное усилие катков Fr меньше. В закрытых фрикционных передачах масляная ванна обеспечивает хороший отвод тепла, делает скольжение менее опасным, увеличивает долговечность передачи. 4. По принципу действия: - нереверсивные (рис.4.10-4.11); - реверсивные (рис.4.13). 5. Различают также передачи с постоянным или автоматическим регулируемым прижатием катков, с промежуточным (паразитным) фрикционным элементом или без него.

4.3.3 Достоинства и недостатки Достоинства фрикционных передач: - простота конструкции и обслуживания; - плавность передачи движения и регулирования скорости и бесшумность работы; - большие кинематические возможности (преобразование вращательного движения в поступательное, бесступенчатое изменение скорости, возможность реверсирования на ходу, включение и выключение передачи на ходу без остановки); - за счет возможностей пробуксовки передача обладает предохранительными свойствами. Однако после пробуксовки передача, как правило, резко ухудшает свои качества – появляются лыски на катках, неравномерно срабатываются фрикционные поверхности и т.д. Поэтому использовать пробуксовку как предохранительное средство не рекомендуется; - отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи; - равномерность вращения, что удобно для приборов; - возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без остановки передачи.  

Недостатки: - непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания; - незначительная передаваемая мощность (открытые передачи - до 10-20 кВт; закрытые - до 200-300 кВт);   - для открытых передач сравнительно низкий КПД; - большое и неравномерное изнашивание катков при буксовании; - необходимость применения опор валов специальной конструкции с прижимными устройствами (это делает передачу громоздкой); - для силовых открытых передач незначительная окружная скорость ‘ (v ≤ 7-10 м/с); - большие нагрузки на валы и подшипники от прижимной силы Fr , что увеличивает их размеры и делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает величину передаваемой мощности; - большие потери на трение.

4.3.4 Применение фрикционных передач Фрикционные передачи с нерегулируемым передаточным числом в машиностроении применяются сравнительно редко (во фрикцион-ных прессах, молотах, лебедках, буровой технике и т.п.).  В качестве силовых передач они громоздки и малонадежны. Применяются преимущественно в приборах, где требуется плавность и бесшумность работы (магнитофоны, проигрыватели, спидометры и т. п.). Они уступают зубчатым передачам в несущей способности. Вриаторы – широко применяются в различных машинах, например, в металлорежущих станках, в текстильных и транспортирующих машинах и т. д.  На практике широко применяют реверсивные фрикционные передачи винтовых прессов, передачи колесо — рельс и колесо — дорожное полотно самоходного транспорта.  Фрикционные передачи предназначены для мощностей, не превышающих 20 кВт, окружная скорость катков допускается до 25 м/с. Использование фрикционной передачи в качестве предохранительного звена механизма не рекомендуется, так как при буксовании повреждаются рабочие поверхности катков.

4.3.5 Геометрические параметры, кинематические и силовые соотношения во фрикционных передачах Основные геометрические параметры фрикционной передачи: D1 и D2 — диаметры ведущего и ведомого катков; а — межосевое расстояние; b — ширина катка; d1 и d2 — диаметры валов ведущего и ведомого катков (рис. 4.14). Методика определения диаметров катков D1, D2 и их ширины, как относящихся к параметрам фрикционной передачи, будет рассмотрена далее. Диаметры валов d1 и d2 рассчитывают по известным формулам курса «Сопротивление материалов».

Передаточное число. Если допустить, что во фрикционной передаче скольжение отсутствует, то окружные скорости катков будут равны, т.е. v1=v2. Для передачи, показанной на рис.4.10: Приравнивая правые части равенств, получим    или  . Отсюда где u — передаточное число. В действительности скольжение между катками есть, т. е. v1≠v2. Величина скольжения оценивается коэффициентом скольжения     ε=0,005÷0,03 (здесь    -теоретическая угловая скорость).

Передаточное отношение цилиндрической фрикционной передачи с учетом скольжения (для практических расчетов) КПД фрикционных передач зависит от следующих потерь: - связанных с использованием катков, имеющих формы, не позволяющие им перекатываться один по другому без проскальзывания; это отчетливо видно, например, в передаче с клиновыми катками (см. рис.4.11) и лобовой передаче, - проскальзывания, обусловленного масляной пленкой на рабочих поверхностях и т. д.; - трения качения, вызванного деформацией поверхностей катков в зоне контакта; - в подшипниках. Потери в подшипниках зависят от величины нагрузки на валы, которая определяется прижимным усилием F��.

КПД фрикционной передачи определяют по формуле η=1-Σψ,  (3) где Σψ — сумма относительных потерь. Для закрытых фрикционных передач η = 0,88 – 0,93, для открытых η = 0,68 – 0,86.

4.3.6 Основные виды повреждений рабочих поверхностей катков и критерии расчета Усталостное выкрашивание (питтинг). Встречается в закры-тых передачах, работающих при обильной смазке и защищенных от попадания абразивных частиц. Циклическое действие контактных напряжений способствует развитию усталостных микротрещин на рабочих поверхностях катков. Изнашивание. Этот вид повреждения рабочих поверхностей катков чаще наблюдается в открытых передачах, так как именно в эти передачи в процессе работы больше всего попадает абразивных материалов, что, в свою очередь, увеличивает их изнашивание. Задир возникает в быстроходных сильно нагруженных передачах при разрыве масляной пленки на рабочей поверхности катков. Скольжение является причиной износа, уменьшения КПД и непостоянства передаточного отношения во фрикционных переда-чах. (буксование, упругое скольжение, геометрическое скольжение). Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие (1). При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ или задир поверхности.

4.3.7 Цилиндрическая фрикционная передача. Устройство, основные геометрические и силовые соотношения Фрикционную передачу с параллельными осями валов и с рабочими поверхностями цилиндрической формы называют цилиндрической. рис.4.10. Один вал диаметром d1 устанавливают на неподвижных подшипниках, под- шипники другого вала диаметром d2  — плавающие. Катки 1 и 2 закрепляют на валах с помощью шпонок и прижима-ют один к другому специальным устройством с силой Fr.  Цилиндрические фрикционные передачи с гладкими катками применяют для передачи небольшой мощности (в машиностроении до 10 кВт); эти передачи находят широкое применение в приборо-строении. Для одноступенчатых передач рекомендуется и ≤ 6.

В передачах с клинчатыми катками при данной силе Fr прижатия одного катка к другому нормальные силы между рабочими поверхностями, a следовательно, и силы трения значительно больше, чем в передачах с гладкими катками (тем большие, чем меньше угол клина). Это позволяет снизить в передачах с клинчатыми катками силу Fr в 2-3 раза. Число клиновых выступов для катков принимают равным  z = 3÷5 (рис.4.16). При z> 5 условие равномерного приле-гания всех рабочих поверхностей таких катков ухудшается. Цилиндрические фрикционные передачи могут быть выполнены с гладкими, выпуклыми и выпукло-вогнутыми катками (рис., а, б, в).  Имеются и другие конструктивные разновид- ности фрикционных цилиндрических передач. а б в

Геометрические параметры передачи (см. рис. 4.10). Межосевое расстояние Диаметр ведущего катка Диаметр ведомого катка Рабочая ширина обода катка где ψa= 0,2 ÷0,4 — коэффициент ширины обода катка по межосевому расстоянию. Для компенсации неточности монтажа на практике ширину малого катка (см. рис.9) принимают, мм: b1=b+(5÷10) (10)  

Силы в передаче. Для обеспечения работоспособности фрикционных передач необходимо прижать катки (см. рис.4.14) силой нажатия Fr таким образом, чтобы соблюдалось условие(1), т.е. Ff=Fr∙f≥Ft (11) где Ff — максимальная сила трения; Ft — передаваемая окружная сила; f — коэффициент трения (выбирается по табл.1). Отсюда сила нажатия Fr>Ft/f или где Kc — коэффициент запаса сцепления; вводится для предупреждения пробуксовки от перегрузок в период пуска передачи (для силовых передач Kc = 1,25 ÷ 1,5; для передач приборов Kc  = 3 ÷ 5). По схеме, показанной на рис.4.10,

Подставив формулу (13) в формулу (12), определим силу нажатия Большие силы прижатия катков создают значительные радиальные нагрузки на опоры валов и вызывают появление больших контактных напряжений на рабочих поверхностях катков, что делает силовые фрикционные передачи громоздкими, а их нагрузочную способность сравнительно невысокой.

4.3.8 Вариаторы Фрикционный механизм, предназначенный для бесступен-чатого регулирования передаточного числа, называют фрикционным вариатором или просто вариатором. Вариаторы можно разделить на следующие группы: клиноременные, цепные, фрикционные. Рассмотрим только фрикционные вариаторы. Фрикционные вариаторы нашли применение в приводах с малыми габаритами — в станках и транспортных машинах. При рациональном конструировании и тщательном изготовлении они имеют наиболее высокий КПД - до 0,95. Однако надлежащее качество исполнения их возможно только на специализированных заводах.

Вариаторы разделяются на два основных типа: а) простые, в которых изменяется только один радиус контакта, а другой остается постоянным (лобовой, конусный, дисковый); б) сложные, в которых изменяются оба радиуса (торовый, шаровой). Вариаторы выполняют в виде отдельных одноступенчатых механизмов с непосредственным касанием катков без промежуточного диска (см. рис.4.15) или с промежуточным диском (см. рис.4.13 и 4.14). Предельные передаточные отношения вариатора, будут и   где D1, d1 и D2, d2 — наибольший и наименьший диаметры ведущего и ведомого колеса; ε — коэффициент сколь-жения, который зависит от типа и конструкции передачи.

Основной кинематической характеристикой вариатора является диапазон регулирования угловой скорости (передаточного числа) ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего вала: Скольжение снижает угловую скорость ведомого вала, но на диапазон регулирования не влияет. В простых вариаторах передаточное отношение: В сложных вариаторах передаточное отношение: Диапазон регулирования: (32)

В сложных вариаторах передаточное отношение может принимать значения, равные: u> 1;     u<1;    u= 1. Диапазон регулирования Д равен квадрату максимального передаточного отношения. Это значительно расширяет область применения сложных вариаторов. Для одноступенчатых вариаторов Д=3…6. С увеличением диапазона регулирования снижается КПД вариатора. Лобовые вариаторы (см. рис. 4.15). Наиболее просты, но из-за значительной величины геометрического скольжения уступают вариаторам других конструкций по КПД и износостойкости. Диапазон регулирования лобового вариатора

Рис. 4.15 - Лобовой вариатор: 1 — ведущий каток; 2 — ведомый каток

Для уменьшения геометрического скольжения, которое приводит к интенсивному износу и снижению КПД, рабочую поверхность ролика делают выпуклой, но при этом уменьша-ется площадка контакта и, следовательно, увеличиваются контактные напряжения. Лобовые вариаторы нашли применение в маломощных передачах приборов. Ведущий каток лобового вариатора 1 радиуса R1, устанав-ливается на валу на скользящей шпонке и может переме-щаться вдоль оси. Ведомый каток 2 радиуса R2 закреплен на валу неподвижно. За счет нажимного устройства создается сила трения, необходимая для работы вариатора. Бесступенчатое изменение угловой скорости в этом вариаторе достигается перемещением вдоль вала ведущего катка 1; при этом R1=const; R2≠const. Отсюда передаточное число здесь не учитывается проскальзывание катков, поэтому равенство приближенное.

Торовые вариаторы (см. рис. 4.14). На концы валов насажены две торовые чашки 1 и 2, выполненные по форме круглого тора. Вращение от ведущей чашки к ведомой передается промежуточными дисками 3,свободно вращающимися на осях 4. Угловая скорость ведомой чашки изменяется при одновременном повороте осей 4 вокруг шарнира 5. При этом изменяются радиусы R1 и R2 чашек 1 и 2, т.е. R1≠const; R2≠const. Отсюда Для торовых вариаторов диапазон регулирования Такая схема вариатора характеризуется малым геометрическим скольжением, что является основным преимуществом торового вариатора, позволяющим повысить КПД до 0,95.

Рис.4.14. Торовый вариатор:   1 — ведущая торовая чашка; 2 — ведомая торовая чашка; 3 — диск; 4 — оси дисков; 5 — шарниры осей

Рекомендации по конструированию фрикционных передач 1. Ведущий каток изготавливают из менее твердого материала, чем ведомый, чтобы при буксовании на рабочей поверхности ведомого катка не образовались задиры. 2. Ширину обода b1 малого катка выполняют на 5 – 10 мм больше расчетной величины b2 с целью компенсации возможного осевого смещения катков из-за неточности сборки. Предельный размер b2 ≤ Dmin, так как трудно обеспечить равномерное прилегание катков на большой ширине обода. 3. Прижимное устройство катков может создавать постоянную силу с помощью пружины, силы тяжести конструкции и др. 4. Для уменьшения буксования при пуске в цилиндрических фрикционных передачах нажимным выполняют ведомый каток. В многоступенчатых приводах фрикционную передачу целесообразно применять на быстроходных ступенях.

4.4 Ременные передачи. 4.4.1 Устройство и назначение Ременная передача – это механизм, предназначенный для передачи вращательного движения посредством фрикционного взаимодействия или зубчатого зацепления замкнутой гибкой связи – ремня с жесткими звеньями – шкивами, закрепленными на входном и выходном валах механизма.

4.4.2 Классификация ременных передач 4.4.2 Классификация ременных передач 1. По форме поперечного сечения ремня: 1.1 плоскоременные (поперечное сечение ремня имеет форму плоского вытянутого прямоугольника, рис. 4.21.а); 1.2 клиноременные (поперечное сечение ремня в форме трапеции рис. 4.21.б); 1.3 поликлиноременные (наружная поверхность ремня плоская, а внутренняя, взаимодействующая со шкивами, поверхность ремня снабжена продольными гребнями, в поперечном сечении имющими форму трапеции, рис. 4.21.г); 1.4 круглоременные (поперечное сечение ремня имеет форму круга, рис. 4.21.в); 1.5 зубчатоременная (внутренняя, контактирующая со шкивами, поверхность плоского ремня снабжена поперечными выступами, входящими в процессе работы передачи в соответствующие впадины шкивов).

2. По взаимному расположению валов и ремня: 2.1 открытая передача – передача с параллельными геометрическими осями валов и ремнем, охватывающим шкивы в одном направлении (шкивы вращаются в одном направлении) а; 2.2 перекрестная передача – передача с параллельными валами и ремнем, охватывающим шкивы в противоположных направлениях (шкивы вращаются во встречных направлениях)б; 2.3 полуперекрестная передача – оси валов которой перекрещиваются под некоторым углом (чаще всего 90)в.

3. По числу и виду шкивов, применяемых в передаче: 3.1 с одношкивными валами; 3.2 с двушкивным валом, один из шкивов которого холостой; 3.3 с валами, несущими ступенчатые шкивы для изменения передаточного числа (для ступенчатой регулировки скорости). 4. По количеству валов, охватываемых одним ремнем: двухвальная, трех-, четырех- и многовальная передача. 5. По наличию вспомогательных роликов: без вспомогательных роликов, с натяжными роликами; с направляющими роликами.

4.4.3 Область применения Ременные передачи относится к механическим передачам трения с гибкой связью и применяют в случае если необхо-димо передать нагрузку между валами, которые расположены на значительных расстояниях и при отсутствии строгих требований к передаточному отношению. Ременные передачи применяются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение в машиностроении находят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т. п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях и вертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами.

4.4.4 Достоинства и недостатки ременных передач 4.4.4 Достоинства и недостатки ременных передач Достоинства ременных передач: 1. Простота конструкции и низкая стоимость. 2. Возможность передачи движения на достаточно большие расстояния (до 15 м). 3. Возможность работы с большими скоростями вращения шкивов. 4. Плавность и малошумность работы. 5. Смягчение крутильных вибраций и толчков за счет упругой податливости ремня. 6. Предохранение механизмов от перегрузки за счет буксования ремня при чрезмерных нагрузках.

Недостатки ременных передач: 1. Относительно большие габариты. 2. Малая долговечность ремней. 3. Большие поперечные нагрузки, передаваемые на валы и их подшипники. 4. Непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня. 5. Высокая чувствительность передачи к попаданию жидкостей (воды, топлива, масла) на поверхности трения.

Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D1 (он, как правило, является ведущим) и D2 (ведомый шкив). Межосевое расстояние a – это расстояние между геометрическими осями валов, на которых установлены шкивы с диаметрами D1 (он, как правило, является ведущим) и D2 (ведомый шкив). При расчетах клиноременных передач для ведущего и ведомого шкивов используются расчетные диаметры dр1 и dр2. Угол между ветвями охватывающего шкивы ремня - 2, а угол охвата ремнем малого (ведущего) шкива (угол, на котором ремень касается поверхности шкива) 1. Как видно из чертежа (рис. 4.22) половинный угол между ветвями составит , (2.12)

Долговечность передачи. Основной причиной выхода из строя ременной передачи является низкая долговечность ремней. Наиболее характерные виды разрушений, уменьшающих срок службы ремней, следующие: - изнашивание, возникающее вследствие упругого скольжения, попадания абразивных материалов на рабочие поверхности и буксования; - перегрев (по тем же причинам) и снижение при этом физико-механических свойств ремня, что часто приводит к его разрыву; - усталостное разрушение в результате циклических деформаций (изгиб ремня по пульсирующему циклу при набегании его на шкивы). Этот вид разрушения приводит к расслаиванию, перетиранию тканей ремня и является главной причиной снижения его долговечности.

Критерии работоспособности ременных передач: - полное использование тяговой способности ремня при отсутствии буксования. Несоблюдение этого условия отрицательно сказывается на работе передачи в целом; - долговечность ремня. Этот критерий не влияет на кинематические параметры передачи, но именно от него в основном зависит безаварийность (при внезапном разрыве ремня может быть авария) и надеж­ность работы ременной передачи. Основным расчетом ременных передач является расчет на его тяговую способность. Расчет на долговечность производят как проверочный.

1. Предварительное напряжение  σо, определяемое в зависимости от силы начального натяжения 1. Предварительное напряжение  σо, определяемое в зависимости от силы начального натяжения 2. Удельная окружная сила (полезное напряжение) Кп. Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы Ft 3. Напряжение изгиба σи, возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов (см. рис.) и изменяющееся по пульсирующему циклу.

4. Напряжение от центробежных сил σц. 4. Напряжение от центробежных сил σц. 5. Наибольшее суммарное напряжение  σmax  определяется как сумма полезного напряжения, напряжения изгиба в ведущей ветви и напряжения от центробежных сил 

Расчет передачи на тяговую способность. Расчет передачи на тяговую способность. Для обеспечения передачи максимальной полезной окружной силы Fmax = Ft, без пробуксовки необходимо, чтобы FtA = Ко, для приведенных условий работы передачи или Ft/A = [К]п — для передачи, не ограниченной этими условиями. Полезная окружная сила F, известна при расчете ременных передач; значения полезного допускаемого напряжения [К]П определяются с учетом таблиц. Методика расчета плоскоременных передач на тяговую способность сводится к определению расчетной площади сечения ремня:     где δ и b — толщина и ширина ремня.

Расчет на долговечность. В процессе работы ремень за один пробег испытывает переменные напряжения (см. рис.13). При многократном действии переменных напряжений возникают усталостные повреждения ремня (изменение его толщины, разрушение элементов несущего слоя и т. п.). Долговечность ремня в условиях нормальной эксплуатации в основном определяется его сопротивлением усталости, которое зависит от значения максимального переменного напряжения и частоты циклов изменения напряжений, иначе говоря, от числа изгибов ремня в единицу времени. Частоту циклов применения напряжений N удобно выражать через число пробегов ремня в секунду: где v – скорость ремня; L – длина ремня. Тогда где Zш – число шкивов в передаче; Lh – ресурс ремня, ч.

Ориентировочно долговечность приводных ремней можно обеспечить, ограничив число пробегов ремня в секунду по условию: где U — действительное число пробегов ремня за 1 с; v — скорость ремня, м/с; L — длина ремня, м; [U] — допуска-емое число пробегов за 1 с. Для скоростных плоскоремен-ных передач [U] 5 c-1; для клиновых ремней [U]  15 c-1; для поликлиновых ремней [U] 30 c-1. На долговечность особенно влияет напряжение изгиба, изменяющееся по пульсирующему циклу. Наибольшее напряжение в ремне получается при огибании шкивов. Для уменьшения напряжений изгиба рекомендуется выбрать оптимальное значение отношения v / L . Для плоско-ременных передач рекомендуемые и допустимые значения v / L , при которых практически обеспечивается среднестатистическая долговечность ремня (около 3000—5000 ч).

Последовательность проектировочного расчета плоскоременных передач Для проектного расчета задают мощность N1 в кВт, частоту вращения ω1 в рад/с, передаточное отношение i.  Определяют d1 и d2, а, тип и размеры ремня (δ, b, l). 1. В зависимости от заданных условий работы по табл. 1 выбрать тип ремня. 2. По формуле (10) определить диаметр малого шкива Z), его значение следует округлить до ближайшего большего стандартного. 3. Определить скорость ремня v и сравнивать с допускаемой для выбранного типа ремня (см. табл.1). Если v > [v], то диаметр шкива D1 необходимо изменить. 4. Определить диаметр большого шкива D2 и округлить его значение по табл.2 до ближайшего стандартного. 5. Уточнить передаточное число передачи [формула (10)]. При незначительном отклонении передаточного числа u (до 5%) диаметры шкивов D1 и D2 можно не изменять.

6. Назначить межосевое расстояние а в соответствии с требованиями конструкции, но в рекомендуемых пределах. 7. Определить расчетную длину ремня L [формула (3)] и проверить ремень  на  долговечность, исходя из числа пробегов:  U=v/L<[U]. При U> [U] межосевое расстояние а необходимо увеличить. 8. По формуле (6) определить угол обхвата а1 меньшего шкива. Если а1< [а], то необходимо увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик. 9. Задать отношение , и определить толщину ремня  . По табл.1 следует округлить   до ближайшего меньшего стандартного значения. 10. Для выбранного типа ремня определить допускаемое полезное напряжение [К]П [формула (39)], для чего с учетом табл. определяют допускаемое приведенное полезное напряжение Ко, а из табл. — поправочные коэффициенты Са, Ср, Со, Сv.

11. Рассчитать окружную силу передачи по формуле 12.  По окружной силе Ft выбранной толщине ремня δ и допускаемому полезному напряжению [К]П определить ширину ремня b [формула (40)]. Полученное значение необходимо округлить до ближайшегостандартного (см. табл.1). 13.  Рассчитать силу предварительного натяжения ремня Fo [формула (16)]. По формуле (7) определить угол  , после чего найти нагрузку на валы и опоры Fs [формула (28)]. 14. В зависимости от ширины ремня b по табл. 2 выбрать ширину шкива В и определить все размеры ведущего и ведомого шкивов.

Лекция окончена. Спасибо за внимание!